Решение. 1. Угловая скорость вращения вала

1. Угловая скорость вращения вала

ω = = 314 рад/с.

2. Вращающий момент на валу

Т = =9,55 Н·м

3. Расчетный вращающий момент для выбора муфты с коэффициентом режима К = 3

Т_р = КТ = 3·9,55 = 28,6 Н·м.

4. Выбор муфты типа МУВП.

Из каталога (справочника) по условию Т_р ≤ [Т_р], по Т_р = 28,6 Н·м выбираем стандартную муфту упругую втулочно пальцевую (МУВП ГОСТ 21424-75) для вала диаметром d = 16… 18 мм; [Т_р] = 31,5 Н·м; ω_max = 660 1/с; D = 90 мм; L = 84 мм; D₀ = 58 мм; d_п = 10мм; ℓ_п = 19 мм; резьба М8, число пальцев z = 4; d_в = 19мм; ℓ_в = 15 м.

5. Проверочный расчет резиновых втулок пальцев на смятие по условию

σ_см = ≤ [σ_см ],

где [σ_см] = = 1,64 МПа.

Условие прочности выполняется, так как σ_см = 1,64 < [σ_см] = 2 МПа.

Контрольные вопросы

1. Что называют валом, а что осью? Привести примеры применения осей и валов в артиллерийской технике.

2. Назвать основные конструктивные элементы ступенчатого вала.

3. Дать классификацию валов по форме геометрической оси.

4. Что применяется для фиксирования деталей на валах от проворота и осевого перемещения?

5. Какие внутренние силовые факторы учитывают при расчете валов на прочность?

6. В чем заключается проектировочный расчет вала?

7. По каким напряжениям выполняют проектировочный расчет и почему при этом уменьшают допускаемое напряжение?

8. Что является опорами валов и вращающихся осей?

9. Сформулировать и записать условие статической прочности вала.

10. Какие факторы учитывают при проверочном расчете вала на усталостную прочность?

11. Зачем нужна проверка жесткости вала и какие параметры при этом определяются?

12. Какие обороты вала называют критическими и чем они опасны?

13. Для чего используют муфты?

14. На какие группы и по каким признакам классифицируют муфты?

15. Основные типы глухих муфт, их достоинства и недостатки.

16. Виды несоосности валов. Какие муфты компенсируют их вредное влияние?

17. Основные типы упругих муфт и какие функции они выполняют?

18. Какие функции выполняют сцепные муфты? Основные типы.

19.Назначение и классификация самоуправляемых муфт.

20. По каким параметрам выбираются стандартные муфты?

21. Привести примеры применения различных муфт в артиллерийской технике.

22. Назначение и классификация тормозов. Примеры применения тормозов в артиллерийской технике.

23. Назначение и классификация подшипников.

24. Преимущества и недостатки подшипников скольжения и качения.

25. Какие материалы применяют для подшипников скольжения?

26. Назовите причины разрушения подшипников скольжения.

27. Основные типы подшипников качения.

28. Зачем нужен сепаратор в подшипнике?

29. Что означает условное обозначение подшипника качения?

30. Какие виды разрушения наблюдаются у подшипников качения и по каким критериям работоспособности их рассчитывают?

31. Что такое статическая С₀ и динамическая С_r грузоподъемности подшипника?

32. Что нужно знать, чтобы выбрать стандартный подшипник качения?

33. Что такое эквивалентная нагрузка F_экв подшипника?

34. Сформулируйте условие выбора подшипника по динамической грузоподъемности?

35. Привести примеры применения подшипников скольжения и качения в конструкциях артиллерийской техники?

36. Для чего предназначены упругие элементы.

37. Что является показателями свойств упругих элементов?

38. Какие функции выполняют пружины? Типы пружин.

39. По каким параметрам выбирают стандартные пружины растяжения-сжатия?

40. Привести примеры применения пружин в конструкциях артиллерийской техники.

ГЛАВА 5. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ МАШИН

5.1. Назначение и классификация соединений

Связи между деталями машины делятся на подвижные (шарниры, подшипники, зацепления, муфты и др.), которые обусловлены кинематической схемой, и неподвижные, обусловленные технологией производства машин, сборки деталей и узлов, ремонта, эксплуатации, транспортировки и т.п.

Неподвижные связи называют соединениями. Они включают как сопряженные части деталей, так и скрепляющие их элементы. Соединения являются важными элементами конструкций. Многие аварии и прочие неполадки в работе машин и артиллерийской техники обусловлены качеством соединений.

По признаку разъемности все виды соединений разделяют на неразъемные и разъемные.

Неразъемными называют соединения, не допускающие разборку соединяемых деталей без их повреждения. К ним относятся сварные, заклепочные, паяные и клеевые соединения. Их применение обусловлено в основном технологическими и экономическими требованиями.

Разъемными называют соединения, допускающие разборку и повторную сборку без повреждения соединяемых или соединяющих деталей. К ним относятся резьбовые, шпоночные, шлицевые (зубчатые), профильные, штифтовые соединения, а также условно, соединения с натягом (прессовые). Разъемные соединения, кроме резьбовых, относят к соединениям типа "вал-втулка".

Все виды соединений широко применяются в артиллерийском вооружении.

К соединениям предъявляются следующие основные требования: высокая статическая и усталостная прочность; равнопрочность самого соединения с материалом соединяемых деталей; жесткость; плотность; сохранение физических и химических свойств материала в местах соединения; применимость способа для соединения деталей различной формы и размеров, изготовленных из разнообразных материалов.

Основными критериями работоспособности являются прочность статическая и усталостная.

5.2. Неразъемные соединения

5.2.1 Сварные соединения

Сварными называют неразъемные соединения, в которых сопряжение деталей осуществляется сваркой.

Сварка – технологический процесс соединения деталей и сборочных деталей путем их местного сплавления и деформирования в целях возникновения прочных связей между их атомами и молекулами.

На практике используют свыше 60 способов сварки, которые делятся на две основные группы: сварка давлением и плавлением.

Сварка давлением осуществляется путем совместного пластического деформирования нагретых или холодных деталей. Сварка давлением может быть кузнечная и контактная. При контактной сварке детали разогреваются теплотой, выделяемой при прохождении электрического тока через место контакта, доводятся до пластического состояния и механически сдавливаются. Контактная сварка делится на стыковую, точечную, шовную (роликовую) и применяется в массовом производстве для сварки труб, арматуры кузовов автомобилей, корпусов самолетов, ракет, кораблей, артиллерийских орудий и т.д.

Сварка плавлением (рис. 5.1) по виду источника тепловой энергии делится на газовую и электрическую.

Рис. 5.1

При газовой сварке (рис. 5.1 а) источником теплоты является высокотемпературное пламя горючих газов (ацетилена, водорода) в струе кислорода; ее применяют для сварки тонкой листовой стали, чугуна, цветных металлов и сплавов, а также для редких металлов.

Из электрических видов сварки плавлением широкое применение находят ручная и автоматическая электродуговая плавящимся электродом (рис. 5.1 б), а также электрошлаковая, при которой используется теплота, выделяющаяся при прохождении электрического тока через расплавленный шлак. Последний вид сварки применяется для соединения деталей толщиной до 1 м и более. Применима для чугунных отливок. Для повышения качества сварного шва применяют электроды с обмазкой флюсами. ГОСТ регламентирует диаметр электродов 1,6…12,5 мм и типа: Э34, Э42, Э46, Э50А, 60 и др. Число после буквы обозначает предел прочности шва (например, Э42 – σ_в ≈ 420 МПа), а буква А обозначает гарантируемое получение пластических свойств шва. Специальными видами сварки являются: диффузионная (для соединения разнородных материалов); электронно-лучевая (для тугоплавких металлов); радио-частотная (для тонких труб); ультразвуковая (для приварки тонких элементов, особенно в приборах); лазерная (для микромодулей) и др.

Достоинства сварных соединений: экономия материала из-за более полного использования сечений соединяемых деталей на 20…25% по сравнению с клепочными; простота конструкции сварного шва; меньшая трудоемкость и стоимость (до 50…100%); возможность автоматизации и соединения деталей любой формы и размеров; обеспечение герметичности.

Недостатки: наличие остаточных напряжений из-за неоднородного нагрева и охлаждения, а иногда и коробление деталей; возможность наличия скрытых дефектов (трещин, непроваров и др.) снижающих прочность соединений; сложность проверки качества шва, так как методы дефектоскопии еще недостаточно разработаны; недостаточная надежность при больших вибрационных и ударных нагрузках.

Сварка является одним из самых распространенных современных прогрессивных способов получения различных машиностроительных, строительных и других конструкций. Сварные соединения являются наиболее совершенными, так как лучше других приближают соединяемые детали к цельным, и находят широкое применение во всех отраслях промышленности, в том числе и в ракетно-артиллерийской технике. Наибольшее распространение получили соединения электродуговой и газовой сваркой.

Виды сварных соединений

Терминология обозначения, классификация и конструктивные элементы сварных соединений регламентированы соответствующими Государственными стандартами.

По назначению сварные соединения могут быть прочными и плотнопрочными, т.е. обеспечивающими и прочность, и герметичность. В зависимости от взаимного расположения соединяемых деталей различают следующие виды сварных соединений (рис.3.2): стыковые, нахлесточные, тавровые, угловые, прорезные и пробочные. Стыковые соединения выполняют стыковыми швами, а остальные (кроме пробочных) – угловыми валиковыми швами.

Рис. 5.2

Стыковые соединения (рис. 5.2 а) – наиболее простые, надежные, экономичные и распространенные. В зависимости от толщины деталей сварку выполняют односторонним или двухсторонним швом, а также производят соответствующую подготовку кромок механической обработкой. Стыковые швы могут быть прямыми, т.е. перпендикулярными растягивающей силе и косыми. Косые швы применяют для увеличения рабочей длины. Если стыковое соединение не обеспечивает необходимой равнопрочности с цельным металлом применяют соединения с накладками (рис. 5.2 в).

Нахлесточные соединения (рис. 5.2б) применяют, когда соединяемые детали расположены параллельно или частично перекрывают друг друга. Их выполняют угловыми швами, которые могут быть: односторонние и двухсторонние; непрерывные и прерывистые; по форме поперечного сечения (рис. 5.3) нормальные, вогнутые, выпуклые и специальные. Наиболее распространены швы с сечением в виде равностороннего треугольника. При ручной сварке соединения выполняют, как правило, выпуклым швом.

Рис.3.3.

По распределению шва относительно линии действия нагрузки (силы F) различают швы: лобовые, расположенные перпендикулярно линии действия силы; фланговые, расположенные параллельно линии действия силы; косые, расположенные под углом к направлению силы; комбинированные (сочетание лобовых и фланговых).

Тавровые соединения (рис. 5.2г) применяют для сварки деталей, расположенных во взаимно перпендикулярных плоскостях. Они просты в исполнении, достаточно прочны и экономичны.

Условные соединения (рис. 5.2д) двух деталей, расположенных под любым углом (чаще 90⁰), применяют как связующие и при небольших нагрузках.

Прорезные соединения представляют собой щель шириной (2-4)δ и длиной до 25δ, вырезанную в одной из деталей с последующей сваркой угловым швом по периметру прорези; применяют в особых случаях.

Пробочные соединения (рис. 5.2е) осуществляются путем заполнения расплавленным металлом отверстий в соединяемых деталях; диаметр отверстия d₀ ≈ 2δ (δ – толщина детали); применяются обычно не как силовые.

Расчет сварных соединений

Основным критерием работоспособности сварных соединений является прочность.

а) Расчет стыковых соединений.

Стыковые соединения (рис.3.4) могут разрушаться по шву, по месту сплавления металла шва с металлом детали, по сечению детали в зоне термического влияния, где ухудшаются механические свойства металла. Установлено, что при качественной сварке разрушение соединения стальных деталей происходит по сечениям в зоне термического влияния. Поэтому стыковые соединения рассчитывают на прочность по сечению соединяемых деталей, т.е. как целые детали.

Рис. 5.4

Возможное снижение прочности деталей, связанное со сваркой, учитывают при назначении допускаемых напряжений.

Условие прочности

σ ≤ [σ'_Р(С)]. (5.1)

При действии растягивающей (сжимающей) силы проверочный расчет на прочность стыковых соединений ведут по формулам:

для прямого шва

σ = F/(ℓδ) ≤ [σ'_Р(С)]; (5.2)

для косого шва

σ = Fsinβ/(ℓδ) ≤ [σ'_Р(С)]. (5.3)

При действии изгибающего момента в плоскости приварки

σ_max = M_u/W_u = 6M_u/(ℓδ²) ≤ [σ'_Р]. (5.4)

При действии изгибающего момента и растягивающей силы

σ_max = ≤ [σ'_Р]. (5.5)

В формулах: δ – толщина соединяемых деталей, мм; ℓ - длина шва, мм (для прямого шва ℓ = в – ширине детали, для косого шва (ℓ = в / sinβ);

β – угол наклона шва к линии действия силы;

W_u = (ℓδ²)/6 – момент сопротивления сечения при изгибе;

σ, [σ'_Р(С)] – расчетные и допускаемые напряжения сварного шва при растяжении и сжатии.

При проектировочном расчете определяются потребная длина шва или допускаемая растягивающая (сжимающая) сила [F].

б). Расчет нахлесточных соединений.

Нахлесточные соединения (рис. 5.5) в отличие от стыковых имеют более высокую концентрацию напряжений.

Установлено, что угловые швы как лобовые, так и фланговые независимо от расположения шва по отношению к внешней силе разрушаются по сечению шва, проходящему через биссектрису прямого угла (см. рис. 5.3).

В этом случае площадь расчетного сечения

А = hℓ = Кℓsin 45⁰ = 0,7 Kℓ,

где К = δ_min – катет шва; ℓ - длина всех угловых швов в соединении;

δ_min – наименьшая толщина свариваемых деталей.

Угловые швы (рис. 5.5) рассчитываются на срез по касательным напряжениям в расчетном сечении площадью А.

Условие прочности

τ ≤ [τ'_С]. (5.6)

При действии на угловой шов растягивающей силы проверочный расчет на прочность производится по формуле

τ = F/A = F/(0,7Kℓ) ≤ [τ'_С]. (5.7)

Например, при соединении одним лобовым и двумя фланговыми швами (рис. 5.5б) длиной ℓ_Л + 2ℓ_Ф = ℓ формула (5.7), записывается в виде

τ = F/ [0,7K(ℓ_Л + 2 ℓ_Ф)]≤ [τ'_С]... (5.8)

Расчет нахлесточных сварных соединений, нагруженных изгибающим моментом выполняют при условии, что лобовые и фланговые швы нагружаются независимо. При таком допущении условие прочности для сварного соединения лобовым швом, нагруженного изгибающим моментом в плоскости приварки можно записать в виде:

τ = М_u / W_u = 6M_u /(0,7Kℓ_Л ²) ≤ [τ'_С]... (5.9)

Рис. 5.5.

Условие прочности соединения лобовым швом, нагруженного изгибающим моментом и силой

τ = [ F/(0,7Kℓ_Л) + 6M_u/(0,7Kℓ_Л²) ] ≤ [τ'_С]... (5.10)

Условие прочности соединения лобовым и фланговым швами, нагруженных изгибающим моментом М_u, можно записать

τ = [ M_u/ (0,7Kℓ_Лℓ_Ф + 0,7Кℓ_Л²/ 6)] ≤ [τ'_С]... (5.11)

Для комбинированного соединения лобовым и фланговым швами, нагруженных и

τ = (τ _М + τ _F) ≤ [τ'_С], (5.12)

где τ_М определяется по формуле (3.11), а τ_F по (3.8).

В формулах τ и [τ'_С] – расчетное (действительное) и допускаемое касательные напряжения среза для сварного шва.

При проектировочном расчете по допускаемым напряжениям определяется потребная длина ℓ сварных швов или допускаемая нагрузка.

При конструировании соединения сварные швы следует располагать так, чтобы они были нагружены равномерно. Для получения равномерного распределения нагрузки между швами необходимо длину каждого шва принимать обратно пропорциональной расстоянию между центром тяжести сечения детали и швами. Следует иметь в виду, что длина лобового шва не ограничивается (она обычно равна ширине детали), но длина нахлестки (перекрытия деталей) должна быть не менее 4 δ_min. Длину флангового шва не следует выполнять менее 30 мм и более 60 К.

Нахлесточные соединения тонколистовых конструкций выполняют точечной контактной сваркой. Диаметр сварных точек зависит от толщины δ деталей, обычно d = 1,2 δ + 4 мм; шаг сварных точек t = (3…4)d. Точечные сварные соединения рассчитывают на срез.

При расчете сварных цилиндрических емкостей, находящихся под давлением Р обычно определяют толщину стенки

δ = РD/(2 [δ'_P]),… (5.13)

где D – диаметр емкости.

Допускаемые напряжения [σ'_Р(С)] и [τ'_С] для сварных швов выбираются по таблицам в зависимости от допускаемого напряжения на растяжение [σ_Р] материала детали, способа сварки 9ручная или автоматическая) и типа электродов. При этом [σ_Р] = σ_Т/S, где σ_Т – предел текучести материала соединяемых деталей; S = 1,3…1,8 – коэффициент запаса прочности.

При переменных нагрузках рекомендуется рассчитывать прочность не только сварного шва, но и самих деталей в зоне этого шва. Допускаемые напряжения как для деталей в зоне шва, так и сварного шва умножают на коэффициент φ < 1, учитывающий уменьшение прочности.

5.2.2 Заклепочные соединения

Общие сведения

Заклепочными (рис. 5.6 и5.7) называют неразъемные соединения, в которых сопряжение деталей (обычно листовых) осуществляется с помощью заклепок. Заклепка представляет собой сплошной или полый цилиндрический стержень с закладной головкой. При сборке заклепку устанавливают в подготовленное отверстие (просверленное или пробитое) в деталях и осадкой (клепкой) вручную или автоматически формируют вторую замыкающую головку. При этом за счет поперечной деформации стержня происходит заполнение начального зазора между заклепкой и отверстием. Для стальных заклепок диаметром d ≤ 12 мм производят клепку в холодную, а при d > 12 мм с нагревом заклепки до температуры 1200 …1300 К. При горячем способе обеспечивается более высокое качество заклепочного соединения. Заклепки из цветных металлов и сплавов осаживают без нагрева.

Заклепки изготовляют на станках-автоматах из прутков пластичных материалов: малоуглеродистых сталей Ст2, Ст3, 10,15, КП; легированных сталей 12Х18Н9Т, 30ХМА; меди М1, М3; латуни Л63; алюминиевых сплавов АД1, АД18, АМ5 и др. при выборе материала заклепок стремятся исключить образование гальванических пар и гальванических токов в соединениях.

Заклепки и общие технические требования к ним стандартизованы. Основными параметрами заклепок являются (рис. 5.6): диаметр стержня d, длина стержня ℓ, диаметр головки D, высота головки h, угол конусности головки α.

Рис. 5.6

Рис. 5.7

Стандартом предусмотрены следующие основные типы заклепок нормальной точности с различными по форме головками: с полукруглой (рис. 5.6а) для силовых соединений; с потайной (рис. 5.6б) – для конструкций, у которых выступление головки нежелательно; с полупотайной (рис. 5.6в) – для соединения деталей толщиной до 4 мм; с полукруглой малой высоты (рис. 5.6г), но увеличенным диаметром – для обеспечения герметичности конструкций; с плоской (рис. 5.6д) – для работы в коррозийных средах; трубчатые (рис. 5.6е) – для слабонагруженных соединений и деталей из неметаллических материалов (кожа, фибра и т.п.). Взрывные заклепки применяются для конструкций, у которых невозможно образование замыкающей головки обычными способами.

Соединение деталей несколькими заклепками называется заклепочным швом. Расстояние t между заклепками по длине шва называют шагом заклепочного шва.

По назначению заклепочные соединения делят на прочные и плотнопрочные.

По конструктивным признакам различают заклепочные соединения внахлестку (рис. 5.7а) и встык с одной (рис. 5.7б) или с двумя (рис. 5.7в) накладками; однорядные или многорядные с параллельным или шахматным расположением заклепок в рядах.

Достоинства заклепочных соединений: высокая прочность и надежность соединения; простота контроля качества соединения; возможность соединения деталей из любых материалов; высокая работоспособность при ударных и вибрационных нагрузках.

Недостатки: повышенный расход металла, так как из-за ослабления соединяемых деталей отверстиями требуется увеличение их толщины; трудность или невозможность соединения деталей сложной конструкции; тяжелее сварных при прочих равных условиях на 30…40%.

Применение: для соединения деталей, нагрев которых при сварке недопустим из-за отпуска или коробления; в особо ответственных конструкциях; для соединения деталей из не свариваемых материалов; в конструкциях, работающих при больших ударных и вибрационных нагрузках. Заклепочные соединения широко применяются в конструкциях артиллерийской техники, летательных аппаратах (ракеты, самолеты), в подъемно-транспортном оборудовании, в приборостроении и т.д.

Причинами отказов заклепочных соединений являются: обрыв головок и разрушение (срез) стержня заклепок; смятие стенок отверстий и стрежней заклепок; разрушение соединяемых деталей (листов), ослабленных отверстиями. Поэтому основным критерием работоспособности соединений является прочность заклепок и соединяемых деталей.

Расчет заклепочных соединений

а). Расчет стержня заклепки.

При действии внешней силы , стремящейся сдвинуть одну деталь относительно другой, возможен срез стержня заклепки по сечению в плоскости стыка деталей и смятие поверхностей между заклепкой и деталью (рис. 5.8а).

Условия прочности:

на срез стержня

τ_с = F/(A_CМZ) = 4F/(πίZd²) ≤ [τ_С]; (5.14)

на смятие поверхностей стенок заклепки

σ_СМ = F/(A_СМZ) = F/(Zdδ) ≤ [σ_СM], (5.15)

где А_С, А_СМ – площадь среза и смятия одной заклепки;

Z - число заклепок;

d - диаметр заклепки;

ί – число срезаемых плоскостей заклепок;

δ – наименьшая толщина соединяемых деталей.

Допускаемые напряжения [τ_С] на срез и [σ_СМ] на смятие выбираются в зависимости от материала заклепок по таблицам справочников или рассчитываются по следующим соотношениям:

[τ_С] = (0,2…0,3) σ_Т – при переменной нагрузке;

[τ_С] = 0,4 σ_Т – при постоянной нагрузке;

[σ_СМ] = 0,6 σ_Т, где σ_Т – предел текучести материала.

При проектировочном расчете из условий прочности определяется требуемый диаметр заклепки

d = 4F/(πίZ[τ_С]); d = F/(Zδ[σ_СM]). (5.16)

Выбирается большее значение d и принимается стандартным. Если диаметр заклепок известен, то по формулам (3.14) и (3.15) определяется число заклепок Z и принимается большее число.

При действии на заклепку растягивающей силы _рможет произойти обрыв головки. В этом случае производится расчет на растяжение

σ_Р = 4F_p/ (πd²) ≤ [σ_Р], (5.17)

где [σ_Р] = (0,4…0,5) σ_Т.

Рис. 5.8

б). Расчет соединяемых деталей.

Прочность соединяемых деталей (рис.3.8) проверяют на растяжение в сечениях, ослабленных отверстиями под заклепки,

σ_Р = F/A_НЕТТО = F/ [δ (в – dz_p)] ≤ [σ_Р] (5.18)

и на срез края детали (листа) одновременно по двум сечениям "mm" и " ff " по условию:

τ_С = F/A_C = F/[2δz_p(e – 0,5d)] ≤ [τ_С], (5.19)

где А_НЕТТО – площадь в опасном сечении детали с учетом уменьшения ее отверстия;

z_p - число заклепок в ряду опасного сечения;

δ – толщина листа;

в – ширина листа (детали);

е – расстояние от края листа до центра заклепки;

(в – dz_p) – длина соответствующих опасных сечений;

(е – 0,5d) – длина - // -.

5.2.3. Паяные и клеевые соединения

Паяными называют соединения с помощью припоя. Припой представляет легкоплавкий присадочный материал, который растекаясь по нагретым поверхностям соединяемых деталей. Образует при охлаждении паяный шов, диффузионно и химически связанный с материалом деталей.

Нагрев припоя и деталей при пайке выполняют паяльником, газовой горелкой, в печках и пр. Непосредственно перед пайкой поверхности деталей очищают от грязи, масел, окислов и обезжиривают.

Для уменьшения вредного влияния окисления поверхностей деталей применяют специальные флюсы (на основе буры, хлористого цинка, канифоли и др.); паяют в среде нейтральных газов или в вакууме.

При конструировании паяных изделий выбирают основной материал, припой и способ пайки. Паяемость основного материала припоями, обеспечивающими прочность, является главным условием его выбора. Припои должны хорошо смачивать обезжиренные поверхности деталей.

Для получения качественного паяного соединения температура плавления припоя должна быть ниже температуры плавления материала соединяемых деталей. В качестве припоев применяют как чистые металлы, так и сплавы. Чаще других применяют припой на основе олова, меди, серебра, латуни: олово свинцовые (ПОС), медно-цинковые (ПМЦ), серебряно-медные (ПС), которые регламентированы стандартом.

Расчет паяных соединений встык и внахлестку аналогичен расчету сварных соединений.

Условия прочности:

для стыковых соединений

σ = F/(δ в) ≤ [σ'], (5.20)

для нахлесточных соединений

τ = F/(в ℓ) ≤ [τ'], (5.21)

где δ – толщина соединяемых деталей;

в и ℓ - ширина и длина площади контакта А = в ℓ;

[σ'] и [τ'] – допускаемые напряжения в паяном шве.

Паяные соединения и конструкции получили широкое распространение в машино- и приборостроении. Пайкой получают соединения не только из однородных, но и разнородных металлов; черных и цветных металлов; стекла и др.

Примеры применения паяных соединений: радиаторы автомобилей и тракторов, тонкостенные трубопроводы, камеры сгорания жидкостных реактивных двигателей, лопатки турбин и насосов, электроприводы, электропроводка, электроизмерительные и другие приборы.

Клеевыми называют соединения с помощью клея – вещества, способного соединять материалы и удерживать их вместе путем скрепления поверхностей.

Эти соединения подобны паяным, но только вместо припоя на соединяемые поверхности кисточкой или с помощью пульверизатора наносится слой клея. Процесс склеивания включает подготовку поверхностей деталей, их очистку, обезжиривание, нанесение клея, открытую выдержку, подсушивание клеевой пленки, сборку деталей с обеспечением определенного на них давления, отвердевание клея при определенной температуре.

Прочность клеевого соединения зависит от толщины слоя клея. Рекомендуемая толщина составляет 0,05…0,15 мм и зависит от вязкости клея и давления при склеивании.

В настоящее время имеется более 100 марок клеев на основе синтетических смол с различными физико-химическими свойствами типа ПУ, БФ, ВК, ВС, МПФ, ПЭФ,88 и др.

Основным достоинством клеевых соединений является возможность соединения деталей из разнородных, особенно тонколистовых материалов, не поддающихся сварке и пайке.

К недостаткам этих соединений следует отнести низкую прочность при неравномерном отрыве и ограниченную теплостойкость.

Благодаря созданию высококачественных клеев на основе полимеров, соединению склеиванием подвергаются практически все материалы: стали, сплавы, медь, серебро, древесина, пластики, фарфор, ткани, кожа и др.

Клеевые соединения широко применяют в самолето-и ракетостроении, при изготовлении электро- и радиооборудования, в приборостроении.

По конструкции клеевые соединения аналогичны сварным, т.е. они могут быть стыковые, нахлесточные и тавровые. Клеевые соединения лучше работают на сдвиг, хуже – на отрыв. Наибольшее применение находят нахлесточные соединения, как обеспечивающие наибольшую прочность.

Клеевые соединения рассчитываются на прочность по формулам, аналогичным для расчета сварных соединений, т.е. условие прочности при сдвиге соединения внахлестку имеет вид:

τ = F/ в ℓ ≤ [τ_С], (5.22)

где в и ℓ - ширина и длина нахлестки;

[τ_С] – допускаемое напряжение при сдвиге, определяемое экспериментально для каждого типа клея и приводится в справочниках.

Контроль качества соединений осуществляют рентгеновским методом, инфракрасными лучами и т.д.

5.3. Разъемные соединения

5.3.1. Назначение и классификация

К разъемным соединениям относятся резьбовые и соединения "вал-втулка".

Соединения типа «вал-втулка» служат для крепления ступицы или втулки детали (зубчатого колеса, шкива, маховика, муфты, звездочки, кулачка и др.) на валу и передачи вращающего момента от вала к ступице или наоборот.

Эти соединения являются разъемными, осуществляют фиксацию деталей в окружном направлении и допускают осевое взаимное смещение деталей в процессе работы.

Рис. 5.9

Соединения «вал-втулка» могут быть фрикционными и с зацеплением. К фрикционным соединениям относят дисковые, соединения с натягом (прессовые), конические, клеммовые и др., у которых фиксирование взаимного положения деталей и передачи нагрузки (вращающего момента) между ними происходит за счет сил сцепления (трения). При соединении деталей с помощью клемм (рис. 5.9) используют силы трения, которые возникают от затяжки болтов. К соединениям зацеплением относят шпоночные, шлицевые (зубчатые), штифтовые, профильные и др., у которых передача нагрузки осуществляется за счет силового замыкания деталей через шпонки, зубья, штифты и другие подобные детали. Все виды указанных соединений находят широкое применение в любых машинах, в том числе артиллерийской и транспортной технике.

5.3.2. Шпоночные соединения: основные типы, конструкция и расчет

Шпоночными называют соединения зацеплением с помощью шпонок (рис. 5.10). Шпонка – деталь, устанавливаемая в совмещенных пазах вала и ступицы (втулки). Типы и размеры шпонок стандартизованы. Соединения могут быть напряженные и ненапряженные. Напряженные соединения осуществляются клиновыми шпонками с головкой или без нее (рис. 5.10, г). Ненапряженные соединения осуществляют призматическими шпонками (рис. 5.10, а) с плоскими или со скругленными торцами. Они имеют небольшую глубину врезания в вал, легко монтируются и демонтируются. У этих шпонок боковые грани являются рабочими; между верхней гранью шпонки и дном паза ступицы имеется зазор.

Сегментные шпонки (рис. 5.10, б) имеют глубокую посадку и не перекашиваются под нагрузкой. Однако глубокий паз существенно ослабляет вал. Поэтому сегментные шпонки применяют для передачи небольших вращающих моментов.

Цилиндрические шпонки (рис. 5.10, в) используют, как правило, для крепления деталей на конце вала. Стандартные шпонки изготовляют из стальных прутков, углеродистых или легированных сталей (Ст5, Ст6, 45, 50. 35Х, 40Х и др.) с пределом прочности σ _в ≥ 500 МПа.

Достоинствами шпоночных соединений являются простота конструкции, невысокая стоимость изготовления, удобство сборки и разборки. Это обуславливает их широкое применение.

Отрицательные свойства: соединение ослабляет вал и ступицу шпоночными пазами; концентрация напряжений в зоне шпоночной канавки; прочность соединения ниже прочности вала и ступицы. Не рекомендуется применение шпоночных соединений для быстровращающихся динамически нагруженных валов.

Рис. 5.10

Шпонки подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости от диаметра вала. Основными параметрами шпонок и соединений (рис. 5.10, а) являются: в – ширина шпонки; h – высота шпонки; ℓ - длина; ℓ_р – расчетная (рабочая) длина; d – диаметр вала; t₁ – глубина паза на валу; t₂ – глубина паза в ступице.

При передаче вращающего Т момента шпоночные соединения выходят из строя из-за смятия рабочих граней и среза шпонок.

Проверочный расчет шпонок на смятие производится по нормальным напряжениям σ_см, а на срез – по касательным напряжениям τ_с по формулам:

σ_см = F_t/A_cм = 2Т/[dℓ_p(h-t₁)] ≤ [ σ_см ]; (5.23)

τ_с = F_t/A_c = 2T/(d в ℓ_р) ≤ [τ_с], (5.24)

где F_t = 2T/d – окружная сила; А_см, А_с – площадь поверхности смятия и среза. При проектировочном расчете, зная допускаемые напряжения, по формулам (5.23), (5.24) определяется рабочая длина ℓ_p шпонки и выбирается наибольшая. Нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия.

Если условие прочности (5.23) не выполняется, то соединение образуют с помощью двух или трех шпонок, установленных на валу под углом 120 или 180⁰ относительно друг друга.

Рекомендуемые допускаемые напряжения:

при стальной ступице [ σ_см ] = 100…150 МПа;

при чугунной ступице [ σ_см ] = 60…80 МПа;

на срез [τ_с] = 60…90 МПа.

При реверсивной нагрузке значения допускаемых напряжений уменьшают в 1,5 раза, а при ударной нагрузке – в 2 раза.

5.3.3. Шлицевые соединения: основные типы, понятие о расчете

Шлицевые соединения образуются выступами – зубьями на валу, входящими во впадины – пазы в ступице (рис. 5.11). Это как бы многошпоночное соединение. Соединения могут быть неподвижные и подвижные, допускающие перемещение детали вдоль вала.

Рис. 5.11

В зависимости от формы профиля зубьев различают прямобочные, эвольвентные и треугольные соединения.

Прямобочные соединения (рис. 5.11,а) наиболее распространенные; их применяют с центрированием ступицы по наружному D и внутреннему d диаметрам и боковым граням шириной в.

Стандартом предусмотрены три серии соединений: легкая, средняя и тяжелая, отличающиеся высотой h и количеством z зубьев.

Соединения с эвольвентным профилем зубьев (рис. 5.11 б) более технологичные и прочные; центрирование по боковым поверхностям и реже – по наружному диаметру; число зубьев z = 4…20. Из-за сложности изготовления и более высокой стоимости применение эвольвентных соединений ограничено.

Соединения с треугольным профилем зубьев (рис. 5.11в) не стандартизованы и применяются, главным образом, в приборостроении и как неподвижные – в тонкостенных конструкциях.

Достоинства шлицевых соединений по сравнению со шпоночными: хорошее центрирование соединяемых деталей; высокая несущая способность; надежность при динамических и реверсивных нагрузках.

Недостатки: более сложная технология изготовления, а следовательно, и более высокая стоимость. Шлицевые соединения применяют в тяжелонагруженных и быстровращающихся валах. Шлицевые соединения (рис. 5.12) выбирают стандартными в зависимости от диаметра вала. Соединения выходят из строя из-за повреждения поверхностей зубьев в виде смятия и износа.

Рис. 5.12

Условие прочности на смятие

σ_см = 2Т/(ψzhℓd_ср) ≤ [ σ_см ], (5.25)

где ψ = 0,7…0,8 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; z – число зубьев; h и ℓ - высота и длина поверхности контакта зубьев; d_ср – средний диаметр.

Для прямобочных зубьев: h = 0,5(D – d) – 2 f; d_ср = 0,5(D+d).

Для эвольвентных зубьев: h = m; d_ср = mz.

Здесь f = 0,3…5 мм – размер фаски; m – модуль зубьев.

Допускаемое напряжение [ σ_см ] выбирается по таблице или рассчитывается по формуле

[ σ_см ] = σ_Т/S,

где S = 1,2…1,4 – коэффициент запаса прочности. При реверсивной нагрузке [ σ_см ] уменьшается в 2 раза. При проектном расчете, используя формулу (4.3), зная [ σ_см ], определяется потребная длина ступицы.

5.3.4. Понятие о штифтовых, профильных и соединяемых с натягом

Штифтовые соединения (рис. 5.13) осуществляются цилиндрическими, коническими и фасонными штифтами. Штифты применяют для точной фиксации деталей, а также для передачи небольших вращающих моментов, преимущественно в приборостроении. Штифты изготовляют, в основном, из углеродистых и легированных сталей типа 30, 45, 50, 65Г, 60С2А и др. Основные типы штифтов стандартизованы. При передаче вращающего момента Т штифты работают на срез.

Условие прочности соединения

τ_с = F_t/A_c = 8T/(πdd²_ш ί) ≤ [τ_с], (5.26)

где d и d_ш – диаметры вала и штифта; ί – число поверхностей среза.

Рис. 5.13

При проектировочном расчете определяется диаметр штифта

d_ш = . (5.27)

Допускаемое напряжение на срез для штифтов из углеродистой стали [τ_с] = 75…80 МПа.

Профильными (рис. 5.14) называют соединения, в которых ступица насаживается на фасонную поверхность вала в виде квадрата. Треугольника, овала, окружности с лыской и т.п. Эти соединения имеют ограниченное применение, в основном для крепления рукояток маховиков и др. на концах валов. Профильные соединения рассчитывают на смятие.

Рис. 5.14

Соединения деталей машин с натягом (рис. 5.15) осуществляют за счет сил упругости от их предварительной деформации. Необходимый натяг создается за счет разности посадочных размеров, т.е. при посадке детали на вал с диаметром отверстия, меньшим диаметра вала. Соединения с натягом являются напряженными и передающими рабочие нагрузки за счет сил трения между сопряженными поверхностями.

Рис. 5.15

Соединения могут быть по цилиндрическим или реже коническим поверхностям контакта. Соединение с натягом выполняют одним из трех способов: механическим (запрессовкой), нагревом охватывающей детали (ступицы), охлаждением охватываемой детали (вала).

Достоинства соединений с натягом: простота изготовления; хорошая центровка и фиксирование взаимного положения сопрягаемых деталей; возможность воспринимать значительные статические и динамические нагрузки.

Недостатки: сложность демонтажа и возможность повреждения поверхностей при этом; высокие сборочные напряжения и уменьшение прочности из-за рассеивания допусков.

Соединения с натягом применяются при больших динамических нагрузках и отсутствии необходимости в частой разборке и сборке (венцы зубчатых и червячных колес, соединения водила планетарной передачи с осями сателлитов и валом, диски турбин и др.).

Надежность и прочность соединения зависят от величины натяга:

N = (d _в – d₀) > 0,

где d _в и d₀ – диаметры вала и отверстия ступицы. При натяге удельное давление на поверхности контакта должно быть таким, чтобы сила трения оказалась больше внешних нагрузок.

Условия прочности (работоспособности) соединения:

а) при действии осевой силы

KF _a ≤ f Pπdℓ, откуда Р ≥ , (5.28)

где Р – давление на поверхности контакта; К – коэффициент запаса сцепления (К = 1,5…2,0); d, ℓ - диаметр и длина посадочной поверхности; f – коэффициент трения (f – коэффициент трения (f ≈ 0,08 – при запрессовке, f = 0,14 – при сборке с нагревом);

б) при действии вращающего Т момента

КТ ≤ f Pπd²ℓ/2, откуда Р ≥ ; (5.29)

в) при совместном действии F _a и Т

К , откуда Р , (5.30)

где F_t = 2Т/d – окружная сила.

По величине необходимого давления Р по формулам теории упругости или таблицам выбирается величина натяга и соответствующая посадка.

5.3.5. Резьбовые соединения. Расчет крепежных резьбовых соединений, применяемых в узлах артиллерийского вооружения.

Общие сведения

Резьбовыми (рис. 5.16) называют соединения деталей с помощью крепежных деталей и резьбой, выполненной на соединяемых деталях. Основным элементом этих соединений является резьба. Резьба представляет собой винтовую канавку определенного профиля на поверхности детали. Резьба может изготовляться на цилиндрической или конической (цилиндрическая или коническая резьба), наружной или внутренней поверхностях (наружная и внутренняя резьба).

По назначению резьбы могут быть: крепежные, крепежно-уплотняющие и ходовые.

По направлению винтовой линии – правые и левые.

По числу заходов: однозаходные, применяемые в крепежных деталях; многозаходные, применяемые в ходовых винтах.

По профилю резьбы:

метрическая – с крупным и мелким шагом треугольного профиля (α = 60⁰) основная крепежная резьба;

дюймовая (1 дюйм = 25,4 мм) треугольная (α = 55⁰) – крепежная;

трапецеидальная, имеющая профиль симметричной трапеции с углом α = 30⁰, характеризуется небольшими потерями на трение и прочностью – является основной ходовой резьбой для передачи движения в винтовых механизмах;

упорная – имеет профиль несимметричной трапеции с углом наклона нерабочей стороны профиля 30⁰. а рабочей – 3⁰, применяется как ходовая для передачи движения при больших односторонних осевых нагрузках (винтовые прессы, домкраты и т.п.);

прямоугольная – характеризуется высоким КПД, но пониженной прочностью, имеет ограниченное применение;

трубная – цилиндрическая и коническая, представляющая мелкую дюймовую резьбу (α = 55⁰) с закругленными выступами и впадинами, применяется как крепежно-уплотняющая;

круглая – применяется в соединениях при больших динамических нагрузках (вагонные сцепки), в тонкостенных изделиях для обеспечения герметичности или хорошего контакта (противогазы, цоколи ламп и т.п.).

Рис. 5.16

Резьбы могут быть самотормозящие и несамотормозящие. Если γ < ρ (ρ – угол трения), то резьба самотормозящая. Крепежные резьбы являются самотормозящими (γ = 2…4⁰, ρ = 6…16⁰). Ходовые резьбы выполняют как самотормозящими (домкрат), так и несамотормозящими (прессы, грузоподъемные механизмы с тормозами и т.п.).

Основными крепежными деталями резьбовых соединений являются (рис. 5.16): болты, винты, шпильки, гайки и шайбы, параметры которых стандартизованы. С их помощью образуют разъемные соединения болтами, винтами и шпильками. Выбор типа соединения зависит от прочности материала соединяемых деталей, частоты сборки и разборки, особенностей конструкции и технологии изготовления соединяемых деталей. Болтовые соединения применяют для деталей сравнительно малой толщины, а также при многократной разборке и сборке. Если болтовое соединение неприменимо, а в детали можно сделать резьбовое отверстие, то применяют винты. При большой толщине соединяемых деталей применяют шпильки, которые одним концом ввинчиваются в деталь, а на другой конец навинчивается гайка. От самоотвинчивания, особенно при ударных и вибрационных нагрузках применяют контргайки, пружинные и специальные гайки, шпильки, кернение и т.п. Выбор материалов для крепежных деталей зависит от условий работы соединения (температуры, среды, характера нагружения) и от требований по надежности. Крепежные детали изготавливают из углеродистых сталей типа Ст3, 20, 30, 35, 45. Для ответственных и тяжело нагруженных соединений применяют легированные стали 40Г, 40Х. 30ХГСА и титановые сплавы.

Достоинства резьбовых соединений: надежность; возможность передачи больших осевых нагрузок; пустота преобразования вращательного движения в поступательное; возможность образования самотормозящих, легко разбираемых и собираемых, взаимозаменяемых соединений.

Недостатки: низкий коэффициент полезного действия (для самотормозящих резьб η = 0,5); неравномерность нагружения сопряженных витков; значительная концентрация напряжений.

Резьбовые соединения являются распространенным видом разъемных соединений. Резьбу имеют свыше 60% деталей, применяемых в механических конструкциях, в том числе конструкциях артиллерийской техники.

Основными геометрическими параметрами резьбы являются (рис.4.9): d – наружный диаметр; d₁ – внутренний диаметр, являющийся расчетным; d₂ – средний диаметр; h – рабочая высота профиля; р – шаг; n – число заходов; Р_h – ход, т.е. поступательное перемещение гайки или винта за один оборот (для однозаходной резьбы Р_h = Р, для многозаходной Р_h = nР; α – угол профиля; γ – угол подъема винтовой линии

γ = .

Рис. 5.17

Резьбовые соединения работают, как правило, затянутыми. Их затягивают при сборке гаечным ключом. Усилие F_кл, прикладываемое к рукоятке ключа, создает момент затяжки Т_ЗАТ, равный вращающему моменту на ключе Т_КЛ: Т_ЗАТ = Т_кл = F_клL_кл,

где L_кл – длина ключа.

Момент затяжки расходуется на преодоление трения торца гаки о неподвижную поверхность деталей и сопротивления в резьбе.

Для стандартных метрических резьб при стандартной длине ключа L_кл = 15d и коэффициенте трения f = 0,15 сила затяжки F_зат = (60…100) F_кл, где F_кл = Т_кл/L_кл.

Сила затяжки, растягивая стержень и сжимая соединяемые детали, создает большое давление на стыках и в резьбе, исключая взаимное смещение деталей.

Если на сопрягаемые резьбой детали (болт и гайку и др.) действует осевая сила (рис. 5.18), то витки резьбы каждой детали работают в основном на срез и смятие. Проверочные расчеты резьбы на прочность для стандартных крепежных деталей не проводятся. Проверочные расчеты витков резьбы на срез и смятие выполняют для деталей передачи "винт-гайка" и нестандартных деталей, особенно мелкую резьбу.

Расчет крепежных резьбовых соединений,

применяемых в узлах артиллерийского вооружения

При транспортировке и эксплуатации артиллерийского вооружения внешние нагрузки, действующие на крепежные резьбовые соединения, могут быть осевыми (вдоль оси стержня), поперечными и комбинированными.

Стержень крепежных деталей испытывает растяжение и кручение. Выход из строя происходит вследствие разрушения резьбы (срез, смятие, износ), разрыв стержня по резьбе или у головки. При недостаточной силе затяжки или чрезмерно большой внешней нагрузке происходит потеря плотности стыков деталей.

Таким образом, прочность и плотность являются основными критериями работоспособности резьбовых соединений.

Возможны следующие случаи нагружения болта (винта, шпильки): осевой силой без предварительной затяжки болта; силой предварительной затяжки без дополнительной внешней осевой силы и при наличии ее; поперечной силой при установке в отверстие соединяемых деталей с зазором и без зазора.

Случай 1. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей с зазором без предварительной затяжки и нагружен осевой силой , (рис. 5.18). Незатянутые (ненапряженные) болты обычно находятся под действием сил тяжести и применяются в виде крюков в кранах, для переноски грузов (рым-болты, грузовые скобы) и т.д. Стержень болта работает только на растяжение.

Условие прочности болта

σ_р = F/A_p = 4F/(πd²₁) ≤ [σ_p]. (5.31)

проектировочный расчет сводится к определению внутреннего диаметра d₁ резьбы из условия прочности

d₁ = . (5.32)

По d₁, пользуясь таблицами ГОСТа, находят наружный диаметр болта (винта) и остальные параметры резьбы.

Рис. 5.18

Случай 2. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей с зазором с затяжкой при отсутствии внешней осевой силы и при наличии ее (рис. 5.19).

Рис. 5.19

Применение болтов с затяжкой при отсутствии действия внешней осевой силы типично для соединений, обеспечивающих герметичность и прочность (крепление крышек люков, корпусов, емкостей и т.д.). От затяжки силой _зат стержень болта испытывает растяжение и кручение. При этом в опасном сечении возникает осевая сила, равная _зат, и крутящий момент, равный моменту Т_р в резьбе. Расчет на прочность выполняют по эквивалентному напряжению σ_экв.

Для стандартных метрических резьб σ_экв = 1,3 σ_р, т.е. болт, работающий одновременно на растяжение и кручение. Можно рассчитывать только на растяжение по расчетной силе, увеличенной по сравнению с _затв 1,3 раза.

С учетом этого, условие прочности принимает вид

σ_экв = 4·1,3F_зат/(πd₁²) ≤ [σ_р]. (5.33)

Из (5.33) внутренний диаметр резьбы

d₁ = . (5.34)

Наиболее распространенными являются соединения деталей с затяжкой болтов и дополнительным нагружением внешней осевой силой (фланцевые соединения труб; крепление крышек накатников, тормозов отката. Резервуаров под давлением, крышек подшипниковых узлов механизмов наведения арторудий и т.п.).

При действии внешней осевой силы только часть ее, примерно 20…30%, идет на увеличение нагрузки на болт. В этом случае расчетная сила F_p = F_зат + (0,2…0,3)F. Сила затяжки F_зат = к_зат F, к_зат – коэффициент затяжки например, к_зат = 1,3…2,5 – для соединений без прокладок).

Условие прочности

σ_р = 4 ·1,3F_p/(πd₁² ≤ [ σ_р]. (5.35)

Случай 3. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей с зазором 9рис.4.12) или без зазора (рис.4.13) и нагружен поперечной силой _п. Условием надежности соединения является отсутствие взаимного сдвига деталей. При постановке болта с зазором он затягивается с такой силой _зат, чтобы возникшая сила трения _тр на поверхности стыка деталей была не меньше поперечной силы _п, т.е.

F_п ≤ R_тр или F_п ≤ f F_зат.

Сила затяжки одного болта

F_зат ≥ к F_п/(ίz f), (5.36)

где к – коэффициент запаса от сдвига (к = 1.3…1,5 при постоянной нагрузке; к = 1,8…2,0 – при переменной нагрузке); ί – число плоскостей относительного сдвига; z – число болтов; f ≈ 0,15…0,20 – коэффициент трения.

Рис. 5.20 Рис. 5.21

Расчет на прочность ведется по формулам (4.11 и 4.12). при постановке болта без зазора затяжка не обязательная, стержень болта рассчитывается на срез и смятие аналогично заклепке.

Условие прочности по напряжениям среза

τ_С = 4 F_п/(πd_c²ί) ≤ [τ_C], (5.37)

где d_С – диаметр стержня в опасном сечении.

Условие прочности по напряжениям смятия

σ_См = F_п/ (d_cδ) ≤ [ σ_см], (5.38)

где δ – наименьшая толщина соединяемых деталей.

При проектировочном расчете из условия прочности на срез определяется диаметр d_c стержня или число z болтов.

Допускаемое напряжение на растяжение для всех случаев

[σ_р] = σ_т/S,

где σ_т – предел текучести материала; S – коэффициент запаса прочности, который выбирается по рекомендациям с учетом диаметра болта, характера нагрузок, контроля затяжки (ориентировочно S = 1,5…3,0); [τ_C] = 0,4σ_т – при постоянной нагрузке; [τ_C] = (0,2…0,3) σ_т – при переменной нагрузке; [σ_CМ] = 0,8 σ_т.

Для резьбовых соединений несколькими болтами определяется расчетная нагрузка наиболее нагруженного болта и дальнейший расчет производится по формулам одного из рассмотренных случаев.

Пример 5.1. (Рис. 5.4). Рассчитать сварное соединение встык двух полос откидной станины артиллерийского орудия толщиной δ = 8 мм, на которое действует статическая растягивающая сила F = 200 кН. Материал полос – сталь Ст.2 (σ_Т = 200 МПа). Сварка автоматическая.

Поиск по сайту: